汽车车内结构噪声诊断及优化方法

摘要

本发明公开了一种汽车车内结构噪声诊断及优化方法，确定发动机扭矩频域载荷和车轮轮心频域载荷，分别进行发动机噪声仿真计算和路噪仿真计算，当发动机噪声或路噪大于设计标准时，根据传递路径噪声贡献度确定车内噪声的主要传递路径，对每个主要传递路径的传递力进行底盘模态分析和衬套隔振率分析，当主要传递路径的传递函数大于设定传递函数值时，还对每个主要传递路径进行接附点动刚度分析和车身面板噪声贡献度及模态分析，根据分析结果确定结构优化对象并进行结构优化。通过传递路径贡献度分析确定主要传递路径，再对主要传递路径进行传递力和传递函数分析，从而确定噪声超标的根本原因，并根据该原因确定结构优化的对象和方法。

权利要求

1.一种汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：确定发动机扭矩频域载荷和车轮轮心频域载荷，分别进行发动机噪声仿真计算和路噪仿真计算；当发动机噪声或路噪大于设计标准时，根据传递路径噪声贡献度确定车内噪声的主要传递路径；对每个主要传递路径的传递力进行底盘模态分析和衬套隔振率分析，当主要传递路径的传递函数大于设定传递函数值时，还对每个主要传递路径进行接附点动刚度分析和车身面板噪声贡献度及模态分析，根据分析结果确定结构优化对象并进行结构优化；重新进行仿真计算，直到发动机噪声或路噪满足设计标准；

所述发动机扭矩频域载荷的确定方法包括，确定发动机活塞和连杆的设计参数输入动力学分析模块中，得到发动机时域扭矩载荷，根据快速傅里叶变换将发动机时域扭矩载荷转变为发动机频域载荷；

所述车轮轮心频域载荷的确定方法包括，获取设定工况下车轮羊角四个不同面位置的加速度，得到功率谱密度，并根据得到的功率谱密度及轮心至加速度传感器的传递函数，通过逆矩阵法得到每个车轮的轮心频域载荷。

2.根据权利要求1所述的汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：发动机噪声仿真计算方法和路噪仿真计算方法包括，建立整车有限元模型，将整车各个子系统的有限元模型进行模态缩减，得到整车模态缩减模型，对整车模态缩减模型加载载荷，得到发动机噪声或者路噪。

3.根据权利要求1所述的汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：当传递路径噪声贡献度大于或等于设定贡献度时，则该传递路径为主要传递路径。

4.根据权利要求3所述的汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：传递路径噪声贡献度的确定方法包括，根据噪声仿真计算的结果得到各个传递路径的传递力和传递函数，确定各个传递路径的车内噪声声压和车内噪声总声压，则该传递路径的噪声贡献度为该传递路径的车内噪声声压与车内噪声总声压的比值。

5.根据权利要求1所述的汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：对传递力进行底盘模态分析的方法包括，获得底盘结构的固有频率和固有振型，当传递力的峰值频率与底盘结构固有频率的差值小于设定频率时，则对底盘结构进行优化。

6.根据权利要求1所述的汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：对传递力进行衬套隔振率分析的方法包括，根据衬套主动侧振动加速度和被动侧振动加速度确定衬套隔振率，当衬套隔振率大于设定隔振率时，则降低衬套动刚度。

7.根据权利要求1所述的汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：接附点动刚度分析的方法包括，根据噪声仿真计算的结果得到主要传递路径的接附点动刚度，当接附点动刚度小于设定接附点刚度时，则对接附点进行结构优化。

8.根据权利要求1所述的汽车车内结构噪声诊断及优化方法，其特征在于：车身面板噪声贡献度及模态分析的方法包括，当车身面板噪声贡献度大于设定贡献度时，确定为主要传递面板，对主要传递面板进行模态分析，根据模态贡献度确定主要模态，根据主要模态的振型，确定该主要传递面板的结构优化方法。

说明书

汽车车内结构噪声诊断及优化方法

技术领域

[0001] 本发明涉及汽车噪声控制技术领域，具体地指一种汽车车内结构噪声诊断及优化方法。

背景技术

[0002] 车内乘员听到的噪声按传递介质分类，可以分为空气噪声和结构噪声。空气噪声是指声源噪声通过空气传播到乘员舱内产生的噪声。而结构噪声是指发动机及路面不平度等激励，通过悬置、底盘、车身等结构传递到车内面板，引起面板振动，从而压迫车内声腔产生噪声。

[0003] 对于汽车结构噪声，一般通过试验和仿真两种手段进行分析、诊断及控制。试验手段需要实际的物理样车，受试验条件和测试技术手段等约束，多数情况并不能找到噪声问题的根本原因，且成本高，周期长。而现阶段的低频有限元仿真方法，一般只是通过传递函数的面板贡献量或整车结构及声腔的模态特征，推测结构噪声的问题成因，没有系统的考虑底盘、内饰车身、传递力和传递函数的影响，并不能够系统的、全面的、科学的快速分析问题原因。导致无效试错方案多、效率低、效果不理想、方案成本代价大等问题。

[0004] 中国专利CN105279327A公开了一种汽车车内振动和噪声的计算机仿真预测方法，包括A、计算发动机的曲柄机构的往复惯性力和往复惯性力矩；B、根据发动机燃烧压力计算出气体压力产生的力矩；C、将发动机载荷分阶次处理成频域载荷；D、建立整车NVH有限元仿真模型，并根据模态初步判定模型的正确性，将载荷加载在模型中的发动机质心处；E、计算车内振动和噪声的响应曲线，并与目标值进行比对；F、根据车内振动和噪声的响应曲线和目标值找出影响NVH性能的峰值点，进行贡献量分析；G、根据贡献量分析结果进行结构改进，降低噪声或振动峰值。

[0005] 上述方法对噪声问题的改进方法仅进行贡献量分析，并没有进行传递路径分析和传递力、传递函数分析。对噪声问题的分析诊断并不全面、系统。此外还存在两个方面的问题，一是将发动机载荷加载在发动机质心处，与发动机真实物理受力方式不一致；二是该发明并未对整车有限元模型进行模态缩减，计算量大，效率低。

发明内容

[0006] 本发明的目的就是要克服上述现有技术存在的不足，提供一种汽车车内结构噪声诊断及优化方法，该方法可以全面准确地得到结构噪声的主要传递路径，并利用传递力和传递函数分析给出优化方向，提高诊断及优化效率。

[0007] 为实现上述目的，本发明提供一种汽车车内结构噪声诊断及优化方法，确定发动机扭矩频域载荷和车轮轮心频域载荷，分别进行发动机噪声仿真计算和路噪仿真计算，当发动机噪声或路噪大于设计标准时，根据传递路径噪声贡献度确定车内噪声的主要传递路径，对每个主要传递路径的传递力进行底盘模态分析和衬套隔振率分析，当主要传递路径的传递函数大于设定传递函数值时，还对每个主要传递路径进行接附点动刚度分析和车身面板贡献量及模态分析，根据分析结果确定结构优化对象并进行结构优化；重新进行仿真计算，直到发动机噪声或路噪满足设计标准。

[0008] 进一步地，所述发动机扭矩频域载荷的确定方法包括，确定发动机活塞和连杆的设计参数输入动力学分析模块中，得到发动机时域扭矩载荷，根据快速傅里叶变换将发动机时域扭矩载荷转变为发动机频域载荷。

[0009] 进一步地，所述车轮轮心频域载荷的确定方法包括，获取设定工况下车轮羊角四个不同面位置的加速度，得到功率谱密度。并根据得到的功率谱密度及轮心至加速度传感器的传递函数，通过逆矩阵法得到每个车轮的轮心频域载荷。

[0010] 进一步地，发动机噪声仿真计算方法和路噪仿真计算方法包括，建立整车有限元模型，将整车各个子系统的有限元模型进行模态缩减，得到整车模态缩减模型，对整车模态缩减模型加载载荷，得到发动机噪声或者路噪。

[0011] 进一步地，当传递路径噪声贡献度大于或等于设定贡献度时，则该传递路径为主要传递路径。

[0012] 进一步地，传递路径噪声贡献度的确定方法包括，根据噪声仿真计算的结果得到各个传递路径的传递力和传递函数，确定各个传递路径的车内噪声声压和车内噪声总声压，则该传递路径的噪声贡献度为该传递路径的车内噪声声压与车内噪声总声压的比值。

[0013] 进一步地，对传递力进行底盘模态分析的方法包括，获得底盘结构的固有频率和固有振型，当传递力的峰值频率与底盘结构固有频率的差值小于设定频率时，则对底盘结构进行优化。

[0014] 进一步地，对传递力进行衬套隔振率分析的方法包括，根据衬套主动侧振动加速度和被动侧振动加速度确定衬套隔振率，当衬套隔振率大于设定隔振率时，则降低衬套动刚度。

[0015] 进一步地，对传递函数进行接附点动刚度分析的方法包括，根据噪声仿真计算的结果得到主要传递路径的接附点动刚度，当接附点动刚度小于设定接附点刚度时，则对接附点进行结构优化。

[0016] 进一步地，车身面板噪声贡献度及模态分析的方法包括，当车身面板噪声贡献度大于设定贡献度时，确定为主要传递面板，对主要传递面板进行模态分析，根据模态贡献度确定主要模态，根据主要模态的振型，确定该主要传递面板的结构优化方法。

[0017] 本发明的有益效果：

[0018] 1、精准确定噪声超标原因及结构优化对象。通过传递路径贡献度分析确定主要传递路径，再对主要传递路径进行传递力和传递函数分析，从而确定噪声超标的根本原因，并根据该原因确定结构优化的对象和方法。

[0019] 2、仿真计算结果更加准确可靠。在进行发动机噪声仿真计算时，在发动机曲轴中点和缸体上加载一对大小相等，方向相反的发动机频域扭矩，与发动机实际受力状态一致，仿真结果更准确。

[0020] 3、缩短研发周期，提高开发效率。建立整车有限元模型后，对各个子系统模型进行模态缩减，保留各个子系统模态计算后的动力学结果，并将这些子系统模态缩减结果进行装配，得到整车模态缩减模型。后续做结构优化时，只需要对某个子系统模型重新进行仿真计算，其他子系统直接引用之前的仿真结果，而不需要对整车重新仿真计算，提高了整车开发效率。

附图说明

[0021] 图1为本发明诊断及优化方法流程图。

[0022] 图2为本发明传递力过程示意图。

具体实施方式

[0023] 下面具体实施方式用于对本发明的权利要求技术方案作进一步的详细说明，便于本领域的技术人员更清楚地了解本权利要求书。本发明的保护范围不限于下面具体的实施例。本领域的技术人员做出的包含有本发明权利要求书技术方案而不同于下列具体实施方式的也是本发明的保护范围。

[0024] 如图1～2所示，一种汽车车内结构噪声诊断及优化方法，车内结构噪声来源于发动机和路面，因此需要分别确定传递至车内的发动机噪声和路噪，诊断和优化方法包括如下五个步骤。

[0025] 一、确定发动机扭矩频域载荷和车轮轮心频域载荷。

[0026] 本实施例中，发动机扭矩频域载荷的确定方法为，在发动机怠速、全油门加速及半油门加速这三种工况下，分别将发动机活塞、连杆等惯量、尺寸、位置及缸压载荷等设计参数，输入Hyperworks的动力学分析模块，得到发动机时域扭矩载荷(发动机扭矩载荷随时间的变化而变化)，根据快速傅里叶变换将发动机时域扭矩载荷转变为发动机频域载荷(发动机扭矩载荷随频率的变化而变化)。

[0027] 本实施例中，车轮轮心频域载荷的确定方法为，

[0028] 1、车轮羊角功率谱密度Ga的测量：在每个车轮羊角处安装4个不同面的加速度传感器，采集40Km/h、60Km/h及100Km/h匀速行驶工况下的加速度信号，并转化为功率谱密度Ga。

[0029] 2、轮心到加速度传感器传递函数Hs的计算：在底盘有限元模型中，轮心处加载0‑200Hz的单位力载荷，输出加速度传感器位置的振动响应，该振动响应即为该点的传递函数，该传递函数也可以通过试验测得。

[0030] 3、车轮轮心频域载荷Gf的计算：用逆矩阵法求出每个车轮的轮心频域载荷Gf。计算公式为 (上角标+代表伪逆矩阵，上角标H代表共轭转置)。

[0031] 二、分别进行发动机噪声仿真计算和路噪仿真计算。

[0032] 1、整车有限元建模：整车有限元模型包含内饰车身模型、动力总成模型、传动系统模型、排气系统模型及其他底盘件模型。

[0033] 2、整车各个子系统模态缩减：整车有限元模型搭建完成后，需要运用Craig‑Bampton方法或Craig‑Chang方法，对各个子系统进行模态缩减，保留各个子系统模态计算后的动力学结果，并将这些子系统模态缩减结果进行装配，得到整车模态缩减模型。后续做优化整改时，只需要对某个子系统进行整改优化，其他子系统直接引用，而不需要对整车重新计算，以提高后续分析效率。具体操作运用Optistruct软件中的CDSMETH和CMSMETH卡片进行模态缩减。

[0034] 3、整车模型加载：

[0035] 对于发动机怠速、全油门加速及半油门加速工况下进行发动机噪声仿真计算时，在发动机曲轴中点和发动机缸体上加载一对大小相等，方向相反的发动机频域扭矩载荷，输出乘员舱内人耳处的声压值，进行发动机噪声分析。

[0036] 在车速为40Km/h、60Km/h及100Km/h匀速行驶工况下进行路噪仿真计算时，在轮心处加载轮心载荷，输出乘员舱内人耳处的声压值，进行路噪分析。

[0037] 三、仿真结果分析。

[0038] 经过上述仿真计算后，得到不同工况下的发动机噪声声压、路噪声压，将他们与设计标准进行对比，若发动机噪声声压或路噪声压超过设计标准值，则噪声超标，需要进行诊断分析以及结构。

[0039] 四、确定主要传递路径。

[0040] 传递路径分析按照“激励‑传递路径‑接受体响应”的思路，将在工作状态下的总响应分解为各个接附点传递路径单个贡献度大小的方法。发动机扭矩载荷及轮心力载荷等激励，通过动力总成及底盘分别于车身的安装点(即接附点)，经过车身传递，传递至车内人耳处，产生噪声。其传递力的传递过程如图2所示。

[0041] 本实施例中，传递路径噪声贡献度的确定方法为，首先根据噪声仿真计算的结果得到各个传递路径的传递力Fi和传递函数NTFi，

[0042] 则各个传递路径的车内噪声声压Pi为Pi＝NTFi*Fi

[0043] 车内噪声总声压Pt为

[0044]

[0045] 其中，i为第i条传递路径，n为传递路径的总数量。

[0046] 最终，传递路径贡献度为该传递路径的车内噪声声压与车内噪声总声压的比值。

[0047] 对于发动机噪声分析，主要传递路径有动力总成悬置接附点、副车架安装接附点及悬架安装接附点等。对于路噪分析，主要传递路径有悬架螺旋弹簧安装接附点、减震器安装接附点、三角臂安装点及副车架接附点等。发动机扭矩和轮心载荷通过这些接附点，经过车身，传递至车内，产生噪声。当某一传递路径贡献度大于20％时，则为主要传递路径。

[0048] 如表1所示，本实施例中在怠速频率25Hz下的主要传递路径为902Z(发动机右悬置Z方向)、901X(发动机左悬置X方向)、104X(发动机左下扭力杆X方向)、204X(发动机右下扭力杆X方向)四条传递路径。这四条传递路径产生的声压值占车内噪声总声压的百分比分别为31.1％、23.1％、21.5％、20.2％。

[0049] 表1本实施例中各传递路径贡献度

[0050]

[0051] 五、根据传递力和传递函数分析进行结构优化。

[0052] 根据公式Pi＝NTFi*Fi，针对上述主要传递路径进行传递力和传递函数分析，传递力主要通过底盘和衬套结构体现；当主要传递路径的传递函数大于55dB时，还对每个主要传递路径进行接附点动刚度分析和车身面板贡献量及模态分析，根据分析结果确定结构优化对象并进行结构优化。

[0053] 1、底盘模态分析。底盘模态分析其目的在于得到底盘结构的固有频率及固有振型，如果传递力在某一特定频率出现一个峰值，而底盘结构也在该频率附近存在一个固有模态(一般该传递力的峰值频率与底盘固有频率相差1Hz以内)，则判断该传递力在该频率下的峰值是底盘固有模态导致的，需要对底盘进行结构优化设计，直至噪声问题有明显改善。底盘结构优化方法包括增加加强件、加强筋、增加材料厚度。

[0054] 衬套隔振率分析。根据衬套主动侧振动加速度和被动侧振动加速度确定衬套隔振率。

[0055] 衬套隔振率R为

[0056] 其中，a主动侧为衬套主动侧振动加速度，a被动侧为衬套被动侧振动加速度。

[0057] 当衬套隔振率大于20dB时，则需要降低衬套动刚度。

[0058] 3、接附点动刚度分析。根据噪声仿真计算的结果得到主要传递路径的接附点动刚度，当接附点动刚度小于设定接附点刚度时，则对接附点进行结构优化。常用的优化方向为增加加强筋，凸台，加强件，增加材料厚度等，直至动刚度满足目标值。

[0059] 4、车身面板噪声贡献度及模态分析。车身面板是噪声传递至车内的最后一道介质，包括车顶面板、前车窗面板、后车窗面板、地板面板以及车门面板等。根据前述仿真计算过程可以得到每一个车身面板的噪声声压，然后除以车内噪声总声压，得到该车身面板噪声贡献度。当车身面板噪声贡献度大于20％时，确定为主要传递面板，对主要传递面板进行模态分析，根据模态贡献度确定该传递面板的主要模态，即该传递面板的哪一阶模态超标；根据主要模态的振型，确定该主要传递面板的结构优化方法。优化方法包括增加加强筋、加强件、材料厚度、动态吸振器及阻尼片。直至传递函数满足目标值。

[0060] 结构优化完成后，对优化了的子系统模型重新进行发动机噪声或路噪仿真计算，直到不同设定工况下的发动机噪声和路噪均满足设计标准。